2 Расчет передач

2.1 Проектный расчет тихоходной ступени

На рис. 2 показана циклограмма нагружения.

Рис. 2 Циклограмма нагружения.

Время работы передачи часов

Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса Т₃= 324 Н∙м принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни 40Х и колеса 45.

Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений(табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент ( табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение

Базовое число циклов напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

- число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса

(режим работы средний равновероятный)

Определяем коэффициенты долговечности и .

Так как , то

Так как , то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае = 464 МПа.

Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П.11 [1] выбираем коэффициент . Для цилиндрической ступени при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5∙0,25(3+1)=0,5.

По табл. 1П.12 [1] при и для кривой III в зависимости от принимаем коэффициент

Приняв для цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент , определим предварительно межосевое расстояние :

По табл. 1П.14 принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

1. Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и :

= мм

Принимаем стандартное значение мм.

Определяем суммарное число зубьев

.

Определяем число зубьев шестерни

.

Принимаем .

Число зубьев колеса , принимаем

Фактическое передаточное число

.

Рассчитываем основные параметры зубчатой передачи (см. табл. 2).

Геометрические размеры колес.

Делительные диаметры

для шестерни - мм;

для колеса - мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

для шестерни - мм,

мм;

для колеса - мм,

мм.

Ширина венца зубчатого колеса

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм.

Ширина шестерни

мм.

Высота зуба

мм.

Высота головки зуба

мм.

Высота ножки зуба

мм.

Таблица 1 – Основные параметры зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр , мм	90	270
Диаметр окружности вершин зубьев , мм	96	276
Диаметр окружности впадин зубьев , мм	82,5	262,5
Ширина венца , мм	50	45

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

Определяем коэффициент ширины шестерни

.

Окружная скорость колеса

м/с.

Назначаем 9-ю степень точности (см. табл. 8 [3]).

Определим значения уточняющих коэффициентов: для прямозубых колес; ;

Определяем коэффициент нагрузки

.

Расчетное контактное напряжение

МПа.

МПа.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

= 397 МПа [ ]=464 МПа.

Т. к. разность между полученной и допустимой больше 5% (14,4%), то следует уменьшить толщину венца зубчатых колес:

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Определяем окружную силу:

Н.

МПа

МПа

Для стальных зубчатых колес базовое число циклов напряжений:

Для шестерни , для колеса . Тогда

Допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

Определим значения уточняющих коэффициентов: ; (см. табл. 1П.12 [1]).

Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи. По табл. 1П.18 [1] коэффициент (при m=2 и степенью точности 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Определяем коэффициент нагрузки

.

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Тогда расчетное напряжение изгиба :

МПа

МПа